第4章 泵汽蚀的理论

第3章泵汽蚀理论
3-1 泵汽蚀现象概述1893年，人们确认英国一台驱逐舰螺旋浆的破坏是汽蚀的结果。

这就是汽蚀现象的首次发现。

之后、对螺旋桨、水轮机和水泵等水力机械的汽蚀问题进行了大量研究。

随着机器向高速的方向发展，汽蚀一直是水力机械中至关重要的问题。

一、汽蚀的发生过程液体汽化时的压力为液体的汽化压力(饱和蒸汽压力)，液体汽化压力的大小和温度有关。

温度越高，由于分子运动更为剧烈，其汽化压力越大。

20℃常温清水的汽化压力为233.8Pa(0.0238 kgf／cm2)，而100℃水的汽化压力10l 296Pa(1.033kgf／cm2)(一个大气压力)。

所以常温(20℃)清水当压力降为233.8 Pa时，就开始汽化，可见在一定温度下压力是促成液体汽化的外界因素。

液体在—定温度下，降低压力至该温度下的汽化压力时，液体便产生气泡。

把这种产生气泡的现象称为汽蚀。

但是，气泡内的气体，实际上不完全是蒸汽，还包含着以溶解或核的形式存在的气体(主要是空气)。

液体中溶解的气体由于扩散而进入气泡中，将助长气泡的成长。

汽蚀时产生的气泡，流动到高压处时，其体积减小以至破灭。

这种由于压力上升气泡消失在液体中的现象标为汽蚀的溃灭。

汽蚀的发生可以分为以下几个阶段：
1 初生阶段用肉眼或其它手段检测出汽蚀的发生
2 发达阶段初生阶段进一步发展，成为激烈发生的阶段
3 终结阶段由于压力上升气泡消失的阶段
泵在运转中，若其过流部分的局部区域(通常是叶轮叶片进口稍后的某处)，因为某种原因，抽送液体的绝对压力下降到当时温度下的汽化压力时，液体便在该处开始汽化，产生蒸汽、形成气泡。

这些气泡随液体向前流动，至某高压处时，气体周围的高压液体致使气泡急骤地缩小以至破裂(凝结)。

在气泡凝结的同时，液体质点将以高速填充空穴，发生互相撞击而形成水击。

这种现如发生在固体壁上将使过流部件受到腐蚀破坏，上述产生气泡和气泡破裂使过流部件遭到破坏的过程就是泵中的汽蚀过程。

二、泵产生汽蚀时的现象
1．产生噪声和振动由于泵汽蚀时，气泡在高压区连续发生突然破裂，以及伴随的强烈水击，从而产生噪声和振动，可以听到像爆豆似的劈劈啪啪的响声。

根据噪卢可以检测汽蚀的初生。

但是，把这种汽蚀噪声和周围环境的噪声以及机器内部因水流冲击而产生的噪卢区别开来，定量地确定其程度是相当困难的。

在这种情况，注入少量空气可以缓冲噪声、振动以及对金属的破坏。

2．过流部件的腐蚀破坏泵长时间在汽蚀条件下工作时，泵过流部件的某些地方会遭到腐蚀破坏。

这是因为气泡在凝结时金属表面受到像利刃似的高频(600一25000H2)强烈冲击，压力达49MPa，致使金属表而出现麻点以至穿孔。

严重时金属晶粒松动并剥落而呈现出蜂巢状。

汽蚀破坏除机械力作用外还伴有电解、化学腐蚀等多种很复杂的作用。

实践证明，汽蚀腐蚀破坏的部位，正是气泡消失之处。

所以常常在叶轮出口和压水室进口部位发现破坏痕迹。

但是，不能忘记汽蚀的发源地是在叶轮进口处。

欲根治汽蚀必须防止在叶轮进口产生气泡。

泵内部流动方向急剧变化、液流角度和叶片角度不一致或断面突然变化处，如产生局部汽蚀，则在此稍后部位往往出现汽蚀破坏。

在叶片进口低压部分发生的气泡，并不在稍后处消失，一般在叶轮出口处以至壳体中破裂。

高速轴流泵和斜流泵，通常在叶片背而和外用出现破坏。

图4—2所示的是泵过流部件汽蚀破坏的典型部位。

3．性能下降泵汽蚀时叶轮内液体的能量交换受到干扰和破坏，在外特性上的表现是流量—扬程曲线、流量一轴功率曲线、流量—效率曲线下降，严重时会使泵中的液流中断，不能工作。

应当指出，泵发生汽蚀的初生阶段，持性曲线并无明显变化，有时因产生的气泡覆盖过流部分表面，形成光滑层而使泵效率稍有提高。

泵的持性曲线山现明显变化时，汽蚀已发展到一定程度。

不同比转数的泵，由汽蚀引起性能下降的形式不同。

低比转数泵，由于叶片间流道窄而长，故一旦发生汽蚀，气泡易于充满整个流道，因而性能曲线呈突然下降的形式。

随着比转数增大，叶道向宽而短的趋势变化，因而气泡从发生发展到充满整个流道需要一个过渡过程，相应的泵的性能曲线开始是缓慢下降。

之后增加到某一流量时才表现为急剧下降。

轴流泵叶片少，叶片间重叠小，总有一部分处于高压作用，因而性能曲线在整个范围内只是缓慢下降。

在多级泵中，因汽蚀发生在首级，所以性能曲线下降比单级泵小。

3-2 泵发生汽蚀条件的理论关系——汽蚀基本方程式
一台泵在运转中发生了汽蚀，但在完全相同条件下，换上另一台泵就可能不发生汽蚀，这说明泵是否发生汽蚀和泵本身的抗汽蚀性能有关。

反之，同一台泵在某一条件下(如吸上高度7m)使用发生汽蚀，在改亚使用条件(吸上高度5m)则不发生汽蚀，这说明泵是否发生汽蚀还与使用条件有关。

可见，泵发生汽蚀的条件是由泵本身和吸入装置两方面决定的。

为此，研究汽蚀发生的条件，应从泵本身和吸人变置双方面考虑。

泵本身和吸入装置是既有区别又有联系的两个部分，从结构上看，吸人装置是指吸入液面到泵进口(指泵进口法兰处)前的部分，泵进口以后一直到泵出口为泵本身。

可见，泵进口法兰是二者联系的桥梁。

从流动方面看，液体从吸人装置连续流人泵内，但二者中的流动情况又各不相同。

下面就从既有联系又有区别的这两方面着手，推导出泵发生汽蚀的理论关系，即汽蚀基本方程式。

泵是用来增加液体压力的机器。

液体从叶轮进口到出口，压力逐渐增加。

但是由于叶片进口绕流的影响，泵内的最低压力点通常发生在叶片背面进口稍后处，如图4—4中靠前盖板的k点。

这是
因为此处和进口其它处相比半径大，因而圆周速度大。

由速度三角形可知，相对速度相应变大，进口压力损失和绕流引起的压降就相应变大。

另外，此处位于流运转弯的内壁，由液体转弯时离心力效应，此处流速大，压力低。

假如k 点的压力等于汽化压力p v ，则泵发生汽蚀。

故v k p p =是泵发生汽蚀的界限。

泵之所以能吸上液体，是因为叶轮旋转，在叶轮进口造成真空，吸人液面的压力p c 把液体压入泵的结果。

即外因(p c )通过内因(真空)而起作用，二者缺一不可。

若p c 减去从吸人液面到k 点的全部压力降，所得压力p k 小于汽化压力p v ，泵就会发生汽蚀。

现分别进行研究，首先确定泵进口s 处的压力p s ，列c 断面和s 断面的伯努利方程。

s c g 2s s c h h 2g v g p g p -++++=ρρ，s c g 2s c s h h 2g
v g p g p ----=ρρ （4-1） 由此可知、在吸人装置中的压降是由下述因素造成的。

即
1 吸上高度h s
2 吸入装置的全部水力损失h c-s
3 建立泵进口速度头g
2v 2s 对s 点和0点列绝对运动伯努利方程
00-s 200s 2s s z h 2g
v g p z 2g v g p +++=++ρρ （4-2） 对0点和k 点列相对运动伯努利方程
k -0k 2k 2k k 020200h z 2g
u 2g w g p z 2g u 2g w g p ++-+=+-+ρρ（4-3） 由式（4-3）求得00z g
p +ρ代入式（4-2）得 0-s 202020k -0k 2k 2k k s 2s s h 2g
v 2g u 2g w h z 2g u 2g w g p z 2g v g p +++-++-+=++ρρ 即 k -s s k 2k 20202k 20k 2s s h )z z (2g
u -u 2g w w 2g v g p 2g v g p +-++-+=-+ρρ （4-4） 从泵进口s 到k 点的压力降
k -s s k 2k 200k 202s 20k s h z z 2g
u -u w w 2g w 2g v -v g p p +-+++=-)(1]-)[(2ρ (4-5) 令1-)(20
k w w =λ，并称其为叶片进口绕流压降系数。

由上式可知，从泵进口到k 点液体流动过程中的压力降是由下列因素造成的
1． v 0和v s 之差。

如v 0大于v s ，造成压力下降；若v 0小于v s ，则引起压力升高。

2. 叶片进口绕流引起的压降
3．k 点圆周速度大于0点圆周速度引起的压力上升，因相差很小，通常不予考虑
4．泵进口s 点到k 点的垂直高度引起的压力下降，对于小泵可以不予考虑，对于大泵则不应忽略。

5．泵进口到k 点的水力损失引起压力下降，很小通常可不考虑。

设v k p p =，在通常情况下，式(4—5)可简化成
2g
w 2g v g p 2g v g p 2020v 2s s λρρ+=-+ (4-6) 令左边三项为NPSH ，并称为汽蚀余量。

右边两项(精确讲应包括简化忽略的各项)为NPSHr 并称为泵汽蚀余量。

用装置参数表示的汽蚀余量NPSH 称为装置汽蚀余量，用NPSHa 表示，即 NPSH=g p 2g v g p v 2s s ρρ-+，2g
w 2g v 2020λ+=NPSHr （4-7） 由（4-1）式可得 NPSHa=g
p h h g p g p 2g v g p v s c g c v 2s s ρρρρ---=-+- (4-8) 装置汽蚀余量又称为有效的汽蚀余量。

装置汽蚀余量是由吸人装置提供的，在泵进口处单位重量液体具有的超过汽化压力水头的富余能量。

国外称此为有效的净正吸头，即泵进口处(位置水头为零)液体具有的全水头减去汽化压力水头净剩的值，用NPSH a 表示。

所谓有效的就是装置提供给泵有效的利用，净是指去掉了汽化压力水头，正是说明该值永为正值，如果是负值，液体在泵进口的压力就小于汽化压力了，这样在泵进口法兰处就汽蚀了。

NPSH a 的大小与装置参数及液体性质有关。

因为吸入装置的水力损失和流量平方成正比。

式(4-8)中的g
p ,h ,g p v g c ρρ是常数，所以NPSHa 随流量增加而减小。

NPSH a 一q 曲线是下降的曲线(图5)。

泵汽蚀余量g
w g v 22NPSH 2020r λ+=和泵内流动情况有关，是由泵本身决定的。

NPSH r 表征泵进口部分的压力降，也就是为了保证泵不发生汽蚀，要求在泵进口处单位重量液体具有超过汽化压力水头的富余能量。

即要求装置提供的最小装置汽蚀余量。

国外称此为必需的净正吸头。

泵汽蚀余量
的物理意义表示液体在泵进口部分压力下降的程
度。

所谓必需的净正吸头，是指要求吸入装置必须
提供这么大的净正吸头，方能补偿压力降，保证泵
不发生汽蚀。

泵汽蚀余量与装置参数无关，只与泵进口部分
的运动参数（k 00w ,w ,v ）有关。

运动参数在一定转
速和流量下是由几何参数决定的。

这就是说NPSH r
是由泵本身(吸水室和叶轮进口部分的几何参数)决
定的。

对既定的泵，不论何种液体(除粘性很大、影
响速度分布外)，在一定转速和流量下流过泵进口。

因速度大小相同故均有相同的压力降，NPSH r 相同。

所以NPSHr 和液体的性质无关(不考虑热力学因素)。

NPsH r 越小、表示压力降小，要求装置必须提供的NPSH a 小，因而泵的抗汽蚀性能越好。

因为v 0和w 0随流量的增加而增加，故NPSH r 与流量q 的关系曲线是上升的曲线。

式(4—6)是泵发生汽蚀条件的物理表达式。

称为汽蚀基本方程式。

在一定流量下，NPSHr 为定值，p v 为定值，如果改变p s 使得：
v k p p =，NPSH a =NPSHr 泵汽蚀
v k p p <，NPSH a <NPSHr 泵严重汽蚀
v k p p >，NPSH a >NPSHr 泵无汽蚀
可能提出这样的问题，汽蚀与否和最低压力点的静压力p k 的大小有关，为什么在泵汽蚀余量中引入速度头一项呢?这是因为泵进口速度一般和叶片进口前的速度v 0不相等。

如s 0v v >，速度增加将引起压力下降，结果使k 点的压力降低。

反之，如s 0v v <，将使k 点的压力增加。

因此，把v s 放在NPSH a 内，把v 0放在NPSHr 内，就相当于在汽蚀基本方程中考虑了两者大小不同对k 点压力的影响。

由式(4—5)可以看出，泵汽蚀余量表征液体在泵的进口部分的压力下降的程度，但是在数值上等于压力降和进口速度头之和。

汽蚀余量对于泵的设计、试验和使用那是十分重要的汽蚀基本参数。

设计泵时根据对汽蚀性能的要求设计泵，如果用户给定了具体使用条件，则设计泵的汽蚀余量NPSHr 必须小于按使用条件确定的装置汽蚀余量NPSHa 。

欲提高泵的汽蚀性能，应尽量减小NPSHr 。

泵试验时，通过汽蚀试验验证NPSHr ，这是确定NPSHr 唯一可靠的方法。

它一方面可以验证泵是否达到设计的NPSH r 值，另一方面，考虑一个安全余量，得到许用汽蚀余量[NPSH]，作为用户确定几何安装高度的依据。

可见，正确地理解和确定汽蚀余量是十分重要的。

为了深入理解汽蚀的概念，应区分以下几种汽蚀余量：
1．NPSHa —装置汽蚀余量又叫有效的汽蚀余量，是由吸人装置提供的，NPSHa 越大泵越不容易发生汽蚀；
2．NPSHr —泵汽蚀余量又叫必需的汽蚀余量，是规定泵要达到的汽蚀性能参数。

NPSHr 越小，泵的抗汽蚀性能越好；
3．NPSHt —试验汽蚀余量，是汽蚀试验时计算出的值，试验汽蚀余量有任意多个，但对应泵性能下降一定值的试验汽蚀余量只有一个，称为临界汽蚀余量。

用NPSHc 表示。

4．[NPSH]—许用汽蚀余量。

这是确定泵使用条件(如安装高度)用的汽蚀余量，它应大于临界汽蚀余量，以保证泵运行时不发生汽蚀，通常取[NPSH]＝(1.1—l.5) NPSHc ，或[NPSH]＝NPSHc+k k 是安全值。

这些汽蚀余量有如下关系
NPSHc< NPSHr<[NPSH]< NPSHa
3-3 叶片泵的汽蚀相似定律
一、汽蚀相似定律 由上述可知，NPSHr 表示某一台既定泵的汽蚀性能。

在此基础上可以找到一系列几何相似的泵在相似工况下汽蚀性能之间的关系，这种关系就是汽蚀相似定律。

汽蚀相似定律用来解决相似泵(不同转速、尺寸)间汽蚀余量NPSHr 之间的换算问题。

对于几何相似、在相似工况下工作的模型泵(用下标M 表示)和实型泵对应点的速度比值λ相同，
由 2g
w 2g v 2020λ+=NPSHr ，可以写成
222M 2M 22M 2020M 2020M )(NPSHr (NPSHr)n
D n D u u w v w v ==++=λλ 即 222M 2M M NPSHr (NPSHr)n
D n D = （4-9） 式(4—9)就是汽蚀相似定律的表达式。

几何相似的泵，在相似工况下，模型泵和实型泵的汽蚀余量之比等于模型泵和实型泵的转速和尺寸乘积的平方比。

当转速和尺寸相差不大时，相似定律换算结果较为准确。

当转速和尺寸相差较大时，换算的NPSH r 与实际误差较大。

二、汽蚀比转数C
与比转数类似，可以推导出泵汽蚀相似准则——汽蚀比转数C 。

对于几何相似的泵，在相似工况下由汽蚀相似定律，得
常数)(NPSHr
2=Dn
由泵相似定律， 常数3=n D q
以上两式加以适当变化、消去尺寸参数，得
常数NPSHr ]))(NPSHr (10)([3/41/4323
23==⨯q 5.62n Dn n D q 令常数为C ，并称为汽蚀比转数，即
3/4NPSHr q
5.62n C = （4-10）
当泵是几何相似和运动相似时，C 值等于常数。

所以C 值可以作为汽蚀相似准数，并标志抗汽蚀性能的好坏。

C 值越大(相应NPSHr 值越小)，泵的抗汽蚀性能越好。

不同流量，对应不同的C 值，所以C 值和n s 一样，通常是指最高效率工况下的值。

C 值和n s 一样，都是相似准数，其不同点在于汽蚀比转数强调泵的进口部分(吸水室和叶轮进口)的相似，且用汽蚀基本参数表示。

当前一般水泵的汽蚀比转数大致如下：
1．对抗汽蚀性能不作要求主要考虑提高效率的泵：例如流量很小的微型泵以及泥浆泵等，还有不要求汽蚀性能好的叶轮如多级泵的非第一级叶轮，这类泵的汽蚀比转数大约为
C ＝600~800
2．一般清水泵，设计时兼顾效率及汽蚀性能的，其汽蚀比转数大约为
C ＝800~1000
3．对抗汽蚀性能高的泵，如热电厂的锅炉给水泵、冷凝泵等，其第一级叶轮的汽蚀比转数大约为
C ＝600~800
要求汽蚀比转数C 大于1400的叶轮，就很难设计出来，只能采用在叶轮前加装诱导轮等措施。

另外设计水泵叶轮时，要求汽蚀比转数高是要降低泵的效率的，故在不需要汽蚀性能很高的地方就不应提出过高的要求。

实践证明，当与模型相似的实型泵尺寸变大，转速变高时，对实型泵进行试验得到的抗汽蚀性能要比换算得到的性能好；同—台泵，转速越高试验得到的汽蚀性能亦较换算的性能越好。

前面推导的相似定律，C 值和σ值为常数，只能适合于尺寸和转速相差不大的泵，反之误差较大。

但是，对此目前尚无精确的计算方法。

一般低转速(小尺寸)泵向高转速(大尺寸)泵按相似理论换算所得的抗汽蚀性能偏于安全；反之，从高转速(大尺寸)向低转速(小尺寸)换算所得的抗汽蚀性能是不可靠的。

3-4 装置汽蚀余量的计算方法
汽蚀余量 NPSH ＝2g
p 2g v g p v 2s s -+ρ (4—11) 式中 g /p s ρ—换算到基准面上的泵进口压力水头(m)。

这种换算很简单，即是根据具体情况，将在泵进口测得的压力水头加(当基准面在泵进口中心线下面时)或减去(基准面在泵进口中心线上面时)进口中心线到基准面的垂直距离；
2g /v 2s ——测量压力p s 断面的液体平均速度头(m)
g /p v ρ——抽送液体温度下的汽化压力水头(m)
NPSH ——汽蚀余量(m)，其值以换算到基准面上的数值表示(即用换算到基准面上的压力水头g /p s ρ计算NPSH)。

泵基准面在试验标准中有具体规定。

也可参考图4--l 2选取。

泵几何吸人高度h g 应从吸人液面算至基准面。

把基准面取至最容易发生汽蚀的位置，相当于在泵基本方程中考虑了忽略的s k z z -值，即算得的NPSH 减小(相当于NPSH r 增加)。

考虑吸上[吸人液面在基准面之下]和倒灌(吸人液面在基准面之上)两种情况，泵进口压力可以表示为
s c g 2s c s h h 2g
v g p g p ---= ρρ （4-12） 上式中h g 前符号负号表示吸入，正号表示倒灌。

代入（4-11），用吸入装置参数NPSHa 表示NPSH ，则 NPSHa=
2g
p h h g p v s c g c --- ρ （4-13） 由上式可得几何吸入高度 NPSHa -2g
p h g p h v s c c g --=-ρ（吸上） （4-14） 2g p h g p h v s c c g ++-
=-ρNPSHa （4-15） 式中 p c ——吸入液面的绝对压力(可以是大气压力或任意压力)
如前所述，当NPSH a ＝NPSH r 时，泵内最低压力点的压力等于汽化压力，泵处于发生汽蚀状态。

实际上，泵在这种情况下运行是不允许的，故也不能据此来确定几何吸入高度。

计算h g 时用的汽蚀余量称为许用汽蚀余量，用[ NPSH]表示。

它应大于泵汽蚀余量NPSHr(或临界汽蚀余量NPSH c )，以确保有一定的安全裕量，裕量的大小视具体装置而定。

一般取[NPSH]＝(1.1~1.5)NPSHc ，对于一些重要装置，或经常在大流量下运行，应取较大的裕量。

泵在设计点附近NPSHr 最小，偏离设计点，尤其是偏向大流量侧NPSHr 增加。

3-5 提高泵抗汽蚀性能的措施
泵发生汽蚀的界限是NPSHa ＝NPSHr ，欲不使泵汽蚀，必须增大装置汽蚀余量NPSHa 和减小泵的汽蚀余量NPSHr 。

前者是使用泵的问题，后者是设计泵的问题。

影响泵汽蚀余量的主要因素是泵叶轮进口部分的几何形状，如叶轮进口直径D j 、叶片进口安放角β1、叶片进口边的形状、叶片数和叶轮进口流道形状等。

一、提高泵本身的抗汽蚀性能 要减小2g
w 2g v 2020NPSHr λ+=，必须通过减小00w v 、、λ来实现。

1. 叶轮进口直径D j
设0u1=v ，则 20
2020u v w += 增大D j ，则u 0增大、v 0减小，必存在一个D j 使二者平方和最小。

v 2j d D q v ηπ)(42h 0-=，600j nD u π=
则 222h 2020)60(2))(4)((12122)(1NPSHr j v
2j nD g d D q g g u g v πληπλλλ+-+=++= 为了求得使NPSHr 为最小值时的D j ，使NPSHr 对D 2j 求导，并令其等于零，得到
0)60(2)(1621NPSHr
232h 22=+-+-=n g d D q g dD d 2v
2j 2j πληπλ
设2220h j d D D -=，称D 0为叶轮进口当量直径，经整理得
3
00n q k D = （4-16） 式中 3ηπλλk v
260240)2(1+= 显然增加k 0可以减小v 0，从而减小NPSHr ，改进泵的抗汽蚀性能。

但如果k 0取的过大，液流在进口处的扩散严重，破坏了流动的平稳性、形成旋涡使水力效率下降。

另一方面，D j 增大，口环内径变大，口环的泄漏因泄漏过流面积增加而增大，使泵的容积效率下降。

一般按下述原则选取k 0 对要求具有高抗汽蚀性能的叶轮，取k 0＝4.5~5.5
对兼顾抗汽蚀性能和效率的叶轮，取k 0＝4.0~4.5
对于主要考虑提高效率的叶轮， 取k 0＝3.5~4.0
2 . 叶轮叶片进口宽度
增加叶片进口宽度b 1，能增加进口过流面积，减小v 0和w 0，从而减小NPSHr ，这是提高抗汽蚀性能一种有效方法。

高汽蚀性能的冷凝泵首级叶轮多采用这种方法，泵的效率一般说来随b 1增加而下降。

通常
2.52h 1
1≤-d D D b 42j
π （4-17）
3. 叶轮盖板进口部分曲率半径 由于叶轮进口部分的液流在转弯处受到离心力作用的影响，靠前盖板处压力低、流速大，造成叶轮进口速度分布不均匀。

适当增加盖板的曲率半径，有利于减小前盖板处的v 0和改善速度分布的均匀性、减小泵进口部分的压力降，从而使NPSH r 减小，提高泵的抗汽蚀性能。

4. 叶片进口边的位置和叶片进口部分的形状
叶片进口边适当向吸入口方向延伸，可使液体提早接受叶片的作用，且能增加叶片表而积，减小叶片工作面和背面的压差。

另外，叶片前伸，使进口边的所在半径减小，从而使v 0和w 0减小，提高泵的抗汽蚀性能。

但是，叶片前伸后要求叶片做得很薄，否则排挤严重。

叶片进口边倾斜，其上各点的半径不同，因而圆周速度和相对速度也就各不相同。

因为前盖板处半径最大、相对速度也最大，这样就可以把汽蚀控制在前盖板附近的局部，从而推迟了汽蚀对泵特性的影响。

叶片进口边前伸并倾斜，使得各点的圆周速度u 不同。

一般轴面速度沿进口边近似均匀分布，则进口边各点的相对液流角不同。

为了符合这种流动情况，减小冲击损失，叶片进口边应作成空间扭曲形状，这就是目前很多低比转数叶轮叶片进口部分也作成扭曲叶片的原因。

5. 叶片进口冲角
叶片进口角通常都大于进口相对液流角，即11'ββ>，正冲角11'βββ∆-=。

冲角值通常为 10~3=β∆，个别情况大到 15。

采用正冲角能提高泵的抗汽蚀性能，而且对效率影响不大，其理由如下。

1）增大了叶片进口角1β，从而可以减小叶片的弯曲，增大叶片进口过流而积，减小叶片的排挤(图4—21)。

这些因素都将减小v 0和w 0，提高泵的抗汽蚀性能。

2）采用正冲角，在设计流量下液体在叶片进口背面产生脱流。

因为背面是叶片间流道的低压侧，该脱流引起的旋涡不易向高压侧扩散，因而旋涡被控制在局部，对汽蚀的影响较小。

反之，负冲角时液体在叶片工作面产生旋涡，该旋涡易于向低压侧扩散，对汽蚀的影响较大。

由图4—21b 可见，在正冲角时，压降系数λ在很大正冲角范围内变化不大，在负冲角时，λ急剧上升。

3） 的流量增加时，1'β增大。

采用正冲角可以避免泵在大流量下运转时出现负冲角。

6. 叶片进口厚度
叶片进口厚度越薄，越接近流线型，叶片最大厚度离进口越远，叶片进口的压降越小，泵的抗汽蚀性能就越好。

叶片进口的形状对压降影响是十分敏感的。

7. 粗糙度
叶轮进口部分越光滑，水力损失减小，会明显提高泵的抗汽蚀性能。

二、防止发生汽蚀的措施
欲防止发生汽蚀必须提高NPSHa ，使NPSHa 〉NPSHr ，由 NPSHa=2g
p h h g p v s c g c --- ρ 可知防止发生汽蚀的措施加下：
1．减小几何吸上高度h g (或增加几何倒灌高度)，这是在使用泵时防止发生汽蚀的最主要措施。

2．减小吸入损失h c-s ，为此可以设法增加管径、尽量减小管路长度、弯头和附件等。

3． 泵在大流量下运转时NPSHr 增加，NPSHa 减小。

所以在确定安装高度时应使[NPSH]比NPSH c(NPSH r)大得多一些，否则应防止长时间在大流量下运行。

有时因选泵不当，使泵处于大流量下运行，容易产生汽蚀，这一点在选泵时应加以注意。

4．在同样转速和流量下，采用双吸泵，因减小进口流速，泵不易发生汽蚀。

5．泵发生汽蚀时，应把流量调小或降速运行。

6．泵吸水池的情况对泵汽蚀有重要影响。

7．对于在苛刻条件下运行的泵，为避免汽蚀破坏，可采用各种耐汽蚀的材料。

三、在叶轮吸入口前加装诱导轮
在叶轮吸入口前加装诱导轮加图4—6所示。

诱导轮本身是一个汽蚀性能很好的轴流式叶轮。

液体流过诱导轮时，从诱导轮处得到能量，相当于在离心叶轮前提高了装置汽蚀余量，因此离心轮
就不发生汽蚀。

叶轮前加装诱导轮后可大大提高泵的汽蚀性能，使泵的汽蚀比转数C 达到3000甚至更高。

3-6 诱导轮
一、诱导轮的作用
诱导轮是一个轴流式的叶轮，它的汽蚀性能十分良好，比起它后面的离心轮来，它的汽蚀余量要比离心轮的小得多。

而诱导轮的扬程增加了离心轮吸入口处液体的能量，因此离心轮就不再汽蚀。

于是，对于装有诱导轮的叶片系来说其汽蚀性能就由诱导轮的汽蚀性能来决定。

故泵的汽蚀比转数可以达到很高的数值，一般可达3000以上，甚至可达5000左右。

诱导轮的汽蚀性能高是由诱导轮叶片的特殊形式决定的：
1．诱导轮的叶片数很少，一般为二片，多则为三片，极少数的泵有用到四、五片的。

叶片设计成低负荷，即叶片特别是叶片的进口处，工作面和背面的压差很小，叶片很薄和叶片最大厚度离进口较远等，以使诱导轮进口的速度小，绕流诱导轮叶片的压力均匀，在离叶片进口较远的部位发生最低压力，并使产生的气泡凝结在诱导轮之内。

高抗汽蚀性能诱导轮在一定程度上是牺牲能量指标换来的，因而诱导轮本身的效率不高。

但因诱导轮本身负荷不大，功
率小，只要和主叶轮配合得当，尚能改善主叶轮进口的流动情况，因而
并不明显降低泵的效率。

2．由于诱导轮的轴面投影图如图4—16所示。

在诱导轮中最先发
生汽蚀的地方应当是bc 流线，因为这里相对速度最大。

现在液体流入诱
导轮时，首先进入ad 流线的a 点，在a 点处的液体由于诱导轮叶片作用，
得到了旋转动能，旋转的液体由于离心力的作用，除本来有的轴向运动
外，再加上径向运动，于是在诱导轮进口边ad 外面的液体也旋转起来，
增加了相当大的旋转动能。

于是流入bc 流线的液体因为增加了旋转的动
能，所以提高了诱导轮的汽蚀性能。

诱导轮产生的扬程，减小泵(主叶轮)的汽蚀余量，从而提高了主叶轮的抗汽蚀性能。

诱导轮产生的扬程可以写为
2g
w w 2g u u 2g v v H t 222121222122-+-+-= 诱导轮属于轴流式叶轮，通常：m2m121，v v u u ≈=，设0u1=v ，则
22212221222122u u u m m v v v v v v v ≈-+-=-，此时
2g
w w 2g v H u t 222122-+= 因为诱导轮叶片进出口角相差不大，故w 1和w 2相差也是不大的。

所以，诱导轮产生的扬程主要是诱导轮出口液体旋转的动扬程这项。

通常，在诱导轮后面不加导叶片，这样诱导轮出口液体的旋转速度将按v u r ＝常数 的规律变化到主叶轮进口，使主叶轮叶片前有一个较大的旋转分量。

图4—24所示是诱导轮进出口的速度三角形和主叶轮进口前的速度三角形。

从图可以看出，加诱导轮之后，主叶轮叶片进口前相对速度w 0和无诱导轮时相比减小了。

因而与w 02成正比的压力降减小，则主叶轮的汽蚀余量NPSHr 减小，泵的抗汽蚀性提高。

但是，加诱导轮之后主叶轮叶片进口前液体的。